Курсовой проект по механике - Привод валкового грохота
- Добавлен: 04.11.2022
- Размер: 2 MB
- Закачек: 0
Описание
Курсовой проект по механике - Привод валкового грохота
Состав проекта
|
Содержание.rtf
|
Введение.docx
|
|
2 Расчет открытой цепной передачи.docx
|
|
Приложение.docx
|
|
4 Расчет и выбор посадок деталей под подшипники качения2.docx
|
|
Список использованной литературы.rtf
|
|
3. Расчет допусков и посадок шпоночных соединений.docx
|
|
Заключение.docx
|
|
Rama__spetsifikatsia.spw
|
рисунок 4.1.cdw
|
|
Звездочка.cdw
|
|
Спецификация 2лист.cdw
|
|
сборка.cdw
|
|
Спецификация.cdw
|
|
рисунок 3.2.cdw
|
|
рисунок 4.2.cdw
|
|
РАМА.cdw
|
|
рисунок 3.1.cdw
|
|
1 Кинематический и энергетический расчет привода, подбор электродвигателя и редуктора.docx
|
Дополнительная информация
Введение.docx
Валковый грохот состоит из рамы 1 на которой установлены вращающиеся валы 2 с эксцентрично установленными на них дисками 3. Вращение валов осуществляется от приводного валка 4 через цепные передачи 5. Приводной валок вращается от привода включающего электродвигатель 6 муфту 7 двухступенчатый редуктор 8 и открытую цепную передачу 9. Куски технологического материала подаются на грохот. Мелкие куски просыпаются в щели между дисками а крупные проталкиваются дисками вдоль грохота и попадают в отводной лоток 10 (см. задание на курсовое проектирование).
Увалковых грохотовпри вращении валков поверхность дисков на которую опирается сыпучий материал совершает волнообразное движение. У барабанного грохота перфорированная поверхность барабана перемещается по окружности. При разделении материалов на несколько фракций рабочие поверхности грохотов имеют различные размеры отверстий.
Нагрузка на двигатель неравномерная с толчками.
Недостатки валковых грохотов: большая масса сложность конструкции большой расход электроэнергии сложность технического обслуживания.
2 Расчет открытой цепной передачи.docx
Исходные данные для расчета: вращающий момент на валу ведущей звездочки частота вращения вала ведущей звездочки мощность на валу ведущей звездочки Передаточное число передачи . Условия работы цепи: нагрузка неравномерная с толчками; смазывание периодическое; работа односменная; натяжение цепи регулируют натяжной звездочкой; передача горизонтальная.
1 Число зубьев ведущей звездочки определяем по рекомендациям [2]:
Для цепной передачи с передаточным числом и приводной роликовой цепи принимаем Тогда принимаем .
2 Выбираем однорядную цепь и вычисляем шаг цепи по формуле:
где - коэффициент эксплуатации;
- допустимое давление в шарнирах роликовых цепей;
- коэффициент рядности для однорядной цепей т = 1.
Коэффициент эксплуатации определяем по формуле:
где - коэффициент динамичности учитывающий характер нагрузки при неравномерной с толчками нагрузке ;
- коэффициент межосевого расстояния или длины цепи при ;
- коэффициент наклона передачи к горизонтали при угле наклона линии центров звездочек до 60° ;
- коэффициент учитывающий способ смазывания при периодическом смазывании ;
- коэффициент учитывающий способ регулирования передачи при использовании натяжных звездочек ;
- коэффициент учитывающий режим или продолжительность работы при односменной работе
Следовательно по формуле 2.2:
Допустимое давление предварительно определяем по рекомендациям [2] ориентируясь на :
Тогда по формуле 2.1 шаг цепи равен:
По ГОСТ 13568-97 [5] принимаем ближайшее значение принимаем однорядную роликовую цепь ПР-381-127.
3 Принимаем значение межосевого расстояния выраженное в шагах: .
4 Определяем число звеньев цепи по формуле:
Подставив все известные значения получим:
5 Межосевое расстояние уточняем по формуле:
6 Длину цепи вычисляем по формуле:
7 Диаметры делительных окружностей звездочек определяем по формуле:
8 Диаметры окружности выступов зубьев определяем по формуле:
9 Диаметры окружности впадин зубьев определяем по формуле:
где - диаметр ролика для цепи ПР-381-127 по справочной литературе [3].
10 Средняя скорость цепи определяем по формуле:
11 Полезная нагрузка (окружная сила) передаваемая цепью определяем по формуле:
12 Проверочный расчет цепи на износостойкость выполняем по условию:
где - давление в шарнире цепи;
- проекция площади опорной поверхности шарнира по справочной литературе для цепи ПР-381-127[3].
Тогда давление в шарнире цепи:
Расчетное давление в шарнире цепи меньше допустимого Следовательно износостойкость цепи при заданных нагрузках обеспечена.
13 Прочность цепи проверяем по условию:
где - коэффициент запаса прочности;
- разрушающая нагрузка для цепи ПР-381-127 по справочной литературе [3];
- натяжение наиболее нагруженной ведущей ветви цепи;
- допустимый условный коэффициент запаса прочности .
Натяжение наиболее нагруженной (ведущей) ветви цепи определяем по формуле:
где - натяжение обусловленное действием силы тяжести;
- натяжение от центробежных сил.
Натяжение от действия силы тяжести определяем по формуле:
где - коэффициент провисания для горизонтальных передач ;
- масса 1 м цепи по справочной литературе для цепи ПР-381-127 [3];
- ускорение свободного падения .
Подставив все известные значения в формулу 2.14 получим:
Натяжение от центробежных сил определяем по формуле:
Окончательно подставив все найденные значения в формулу 2.13 получим:
Тогда коэффициент запаса прочности по формуле 2.12:
Условие прочности выполняется так как полученное значение коэффициента запаса прочности больше .
14 Нагрузку на валы цепной передачи определяем по формуле:
На рисунке 2.1 представлен эскиз ведущей звездочки.
Рисунок 2.1- Ведущая звездочка
На рисунке 2.2 изображен эскиз ведомой звездочки
Рисунок 2.2- Ведомая звездочка
4 Расчет и выбор посадок деталей под подшипники качения2.docx
- шарикоподшипник N 305;
- радиальная нагрузка R=2700 Н;
- вид нагружения колец подшипника:
- внутреннего кольца – циркуляционное
- наружного кольца – циркуляционное;
- вал сплошной стальной корпус чугунный неразъемный;
- перегрузка подшипника на 150% умеренные толчки и вибрация.
1 Определяем основные посадочные размеры подшипника N 305 [6Приложение К]:
- диаметр внутреннего кольца d= 25 мм;
- диаметр наружного кольца D=62 мм;
- радиус закругления фаски r = 2 мм.
2 Определяем интенсивность нагрузки поверхности вала на внутреннее кольцо;
где - динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки (при спокойной нагрузке =1);
- коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга (при сплошном вале =1);
- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в конических подшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору (при отсутствии осевой нагрузки =1);
Тогда интенсивность нагрузки поверхности вала на внутреннее кольцо :
3 Такой интенсивности для циркуляционного нагружения вала мм соответствует допуск 6 [6Приложение Л].
4 Выбираем поле допуска отверстия неразъемного чугунного корпуса под подшипник качения с циркуляционно нагруженным кольцом : K7 [6Приложение Л].
5 Отклонения размеров для колец подшипника N 305 (класс Р0) и сопрягаемых с ними вала и корпуса сводим в таблицу 4.1
Внутреннее кольцо[6Приложение Р]
6 Определяем усилие необходимое для запрессовки подшипника на вал:
где - наибольший натяг между валом и кольцом (=165 мкм);
- фактор сопротивления при напрессовке зависящий от коэффициента трения (=4);
Подставив полученные результаты в формулу 4.2 получим:
7 Строим схему полей допусков в Приложении чертим сборочный и подетальные чертежи в Приложении.
8 Шероховатости посадочных поверхностей вала и отверстия корпуса [6Приложение Т]: мкм и мкм. Допуск цилиндричности посадочных мест валов и отверстий корпусов не должен превышать под подшипники класса точности Р0 - четверти допуска на диаметр посадочной поверхности.
Тогда допуск цилиндричности для посадочных поверхностей вала;
Допуск цилиндричности для посадочной поверхности отверстия:
С учетом рекомендуемых значений цилиндричности [6Приложение У] назначаеммкм мкм.
3. Расчет допусков и посадок шпоночных соединений.docx
- диаметр вала – 350 мм;
- шпонка призматическая;
- назначение: для массового автотракторного производства.
1 Выбираем размеры шпонки пазов вала и втулки [6Приложение Д]:
а) размер шпонки: мм мм;
б) размер паза вала: мм мм;
в) размер паза втулки: мм мм.
2 Выбираем предельные отклонения по размеру b для шпоночного соединения серийного и массового производства:
а) ширина шпонки: мм;
б) ширина паза вала: мм;
в) ширина паза втулки (при ): мм.
3 Определяем предельные размеры шпонки паза вала и паза втулки b:
б) паз вала: мм мм;
в) паз втулки: мм мм.
4 Определяем предельные зазоры и натяги в сопряжениях:
а) паз вала-шпонка: мм
б) паз втулки-шпонка: мм мм.
5 Выбираем поля допусков и предельные отклонения несопрягаемых размеров соединения с призматическими шпонками [6Приложение Ж]:
а) высота шпонки: мм;
б) глубина паза вала: мм мм;
в) глубина паза втулки: мм мм;
г) длина паза втулки: мм;
д) длина шпонки: мм.
6 Строим схему полей допусков в Приложении вычерчиваем эскизы деталей и проставляем размеры в Приложении.
Заключение.docx
По известным выходным параметрам подобрали асинхронный электродвигатель 4А132S4У3 с номинальной мощностью и номинальной частотой вращения
Подобрали двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У-160 с передаточным числом .
Определили геометрические размеры цепи (межосевое расстояние ; длина цепи ; шаг цепи ; число зубьев ведущей звездочки ); число зубьев ведомой звездочки а также ведущей и ведомой звездочки: диаметр окружности выступов зубьев ведущей звездочки ; диаметр окружности выступов зубьев ведомой звездочки ; диаметр делительной окружности ведущей звездочки ; диаметр делительной окружности ведомой звездочки ; диаметр окружности впадин зубьев ведущей звездочки ; диаметр окружности впадин зубьев ведомой звездочки .
Произвели расчет допусков и посадок шпоночных соединений. Диаметр вала 350 мм. Выбрали размеры шпонки пазов вала и втулки. Определили предельные зазоры и натяги в сопряжениях. Выбрали поля допусков и предельные отклонения несопрягаемых размеров соединения с призматическими шпонками.
Произвели расчет и выбрали посадку деталей под подшипник качения N305. Определили основные посадочные размеры подшипника. Определили основные поля допусков отверстий под подшипник качения. Определили шероховатости посадочных поверхностей вала и отверстия конуса и цилиндричности для посадочных поверхностей вала и отверстия.
Rama__spetsifikatsia.spw
КПМ 160810.010000.00
КПМ 160810.010000.01
КПМ 160810.010000.02
КПМ 160810.010000.03
КПМ 160810.010000.04
КПМ 160810.010000.05
рисунок 4.1.cdw
Звездочка.cdw
Радиусы скруглений 2
Шероховатость поверхности зубьев Ra 3.2
Профиль зуба по ГОСТ 591-69
Группа точности по ГОСТ 591-69
Диаметр окружности впадин
Допуск на разность шагов
Диаметр делительной
КПМ 160810.020000.02
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Спецификация 2лист.cdw
Шайба С.12.31 ГОСТ 11371-78
Шайба С.24.31 ГОСТ 11371-78
Шпонка 5х6х36 ГОСТ 23360-78
Электродвигатель 4А132S4У3
Муфта упругая втулочно-пальцевая
Шпонка 10х9х58 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х10х82 ГОСТ 23360-78
0-35-1 У3 ГОСТ 21424-93
Редуктор двухступенчатый цилиндический
Ц2У-160 ГОСТ 27142-97
сборка.cdw
Мощность на входном вале валкового грохота N=5
Частота вращения на входном вале валкового грохота n=30 обмин.
Передаточное число цепной передачи U
КПМ 160810.010000.00 СБ
Привод валкового грохота
Общие допуски по ГОСТ 30893.1: IT142.
Спецификация.cdw
Привод валкового грохота
КПМ160810.010000.00СБ
КПМ160810.010001.00СБ
Болт М12х1-6gх37.109.30ХГСА
рисунок 3.2.cdw
рисунок 4.2.cdw
РАМА.cdw
рисунок 3.1.cdw
1 Кинематический и энергетический расчет привода, подбор электродвигателя и редуктора.docx
1 Выбор электродвигателя
Определяем требуемую мощность электродвигателя:
где - мощность на валу валкового грохота ( кВт – по исходным данным);
- общий кпд привода валкового грохота.
Общий кпд учитывает потери в зацеплении цилиндрических передач редуктора открытой цепной передачи а также в подшипниках и муфте.
где - кпд цилиндрической передачи редуктора принимаем [1];
- кпд открытой цепной передачи принимаем [2];
- кпд муфты принимаем [2];
- кпд подшипников качения валов поскольку в приводе три вала то необходимо возвести в третью степень принимаем [2].
Тогда общий кпд получим:
Следовательно требуемая мощность электродвигателя:
Определяем требуемую частоту вращения электродвигателя:
где - частота вращения вала валкового грохота (мин-1 по исходным данным);
- общее передаточное число привода валкового грохота.
Общее передаточное число привода равно произведению передаточных чисел двухступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цепной передачи.
где - передаточное число двухступенчатого цилиндрического редуктора;
- передаточное число открытой цепной передачи принимаем [2].
Передаточное число редуктора равно произведению передаточных чисел цилиндрических передач.
где - передаточное число цилиндрической передачи редуктора принимаем [2];
Тогда передаточное число редуктора :
Следовательно общее передаточное число привода :
Окончательно требуемая частота вращения электродвигателя :
Выбираем электродвигатель наиболее удовлетворяющий требованиям по мощности кВт и по частоте вращения мин-1. Предпочтение при выборе электродвигателя отдаем высокоскоростным электродвигателям [3].
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S4У3 закрытого обдуваемого исполнения (М100) ГОСТ 19523-81 (рисунок 1.1). Технические данные: мощность - кВт; номинальная частота вращения - мин-1; синхронная частота вращения мин-1. Габаритные установочные и присоединительные размеры покажем в таблицах 1 и 2 [4].
Рисунок 1.1 – Электродвигатель серии 4А
Таблица 1.1 – Габаритные размеры электродвигателя 4А132S4У3
Габаритные размеры мм
Таблица 1.2 – Установочные и присоединительные размеры электродвигателя 4А132S4У3
Установочные и присоединительные размеры мм
Определяем общее передаточное число привода:
Подставляем известные значения получим
Согласно формуле 1.4 предварительно приняв передаточное число открытой цепной передачи найдем передаточное число редуктора:
Принимаем стандартный двухступенчатый цилиндрический редуктор с передаточным числом
Уточняем передаточное число открытой цепной передачи:
Подставив известные значения получим
3 Определение частот вращения мощностей и моментов на валах привода
а) вал валкового грохота
крутящий момент определяем:
б) выходной вал двухступенчатого цилиндрического редуктора
частота вращения определяется по формуле:
мощность определяется по формуле:
крутящий момент определяем аналогично по формуле 1.9:
в) входной вал двухступенчатого цилиндрического редуктора
частота вращения определяется аналогично по формуле 1.10:
мощность определяется аналогично по формуле 1.11:
г) вал электродвигателя
мощность определяется аналогично по формуле 1.11
крутящий момент определяется аналогично по формуле 1.9:
С учетом решений выбираем редуктор Ц2У-160 (рисунок 1.2). Габаритные и присоединительные размеры выбранного редуктора представим в таблице 1.3.
Рисунок 1.2 – Редуктор Ц2У-160
Таблица 1.3 – Габаритные и присоединительные размеры редуктора
Продолжение таблицы 1.3
